«Неделя Науки СПбГПу Материалы научно-практической конференции с международным участием 2–7 декабря 2013 года ЛУЧШИЕ ДОКЛАДЫ Санкт-Петербург•2014 ББК 74.58г Н 42 Неделя науки СПбГПУ : материалы научно-практической ...»

Министерство образования и наук

и Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный политехнический университет

Неделя Науки СПбГПу

Материалы

научно-практической

конференции

с международным участием

2–7 декабря 2013 года

ЛУЧШИЕ ДОКЛАДЫ

Санкт-Петербург•2014 ББК 74.58г Н 42 Неделя науки СПбГПУ : материалы научно-практической конференции с международным участием. Лучшие доклады. – СПб. : Изд-во Политехн. ун-та, 2014. – 472 с.

В сборнике публикуются материалы докладов студентов и аспирантов, отобранные по результатам проведения секционных заседаний научно-практической конференции с международным участием «Неделя науки Санкт-Петербургского государственного политехнического университета». Доклады отражают современный уровень научно-исследовательской работы студентов и аспирантов политехнического университета и других вузов и организаций в области фундаментальных, технических, экономических, социальных и гуманитарных наук.

Представляет интерес для специалистов в различных областях знаний, учащихся и работников системы высшего образования и Российской Академии наук.

Ответственные редакторы редакционной коллегии Совета по НИРС СПбГПУ:

В.Э. Гасумянц, Д.Д. Каров Конференция проведена при финансовой поддержке Комитета по науке и высшей школе Правительства Санкт-Петербурга.

Издается по решению редакционно-издательского совета Санкт-Петербургского государственного политехнического университета.

© Санкт-Петербургский государственный ISBN 978-5-7422-4329-8   политехнический университет, Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ

ПРИКЛАДНЫЕ РАЗРАБОТКИ И МОДЕЛИРОВАНИЕ

В ОБЛАСТИ ИНЖЕНЕРНЫХ НАУК

УДК 693. А.И. Ялышев, И.В. Лисовский (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

О ГАРМОНИЗАЦИИ ИНОСТРАННОГО

ИНЖЕНЕРНОГО ПРОГРАММНОГО ОБЕСПЕЧЕНИЯ

Цель работы – изучение возможностей и выявление недостатков зарубежного программного обеспечения (ПО), его несоответствия российским нормам и предложение путей решения данного вопроса.

В качестве примера взят программный комплекс Vertex BD, который является продуктом финской кампании Vertex Systems Oy, специализирующейся на проектировании каркасных сооружений. Компания основана в 1977 году в городе Тампере, имеет 35-летний опыт успешных разработок и представляет сегодня срез уникальных современных решений для проектирования, объектного моделирования, управления данными, производственных интернет-приложений. Данный программный комплекс позволяет оптимизировать весь процесс проектирования и строительства каркасных сооружений из стали, дерева и ЛСТК. В настоящее время в РФ подобные ПО не разработаны.

Суть ПО состоит в том, что работа инженера проводится в 2D и 3D пространствах одновременно, в результате чего получается полноценная электронная модель проектируемого сооружения, которая импортируется в расчетный модуль, производящий полный прочностной обсчет конструкции. По созданной модели сооружения в программной среде, автоматически создается комплект документации:

архитектурные чертежи;

рабочие чертежи;

спецификации материалов;

ведомости объемов;

кодированные файлы для производства.

Данный комплект автоматически изменяется (пересчитывается) при внесении корректировок в модель сооружения.

С октября 2012 года компания Vertex Systems Oy вышла на российский рынок, представив лишь один продукт из своей линейки – Vertex Building Design. Данный программный комплекс позволяет осуществлять проектирование стальных (черная сталь, тонкостенная сталь) и деревянных каркасных сооружений жилого, коммерческого и производственного назначения.

В основе программного обеспечения лежит принцип BIM (Building Information Model), что подразумевает под собой, математическое описание физических характеристик каждого элемента сооружения (геометрического примитива модели):

облицовочные материалы;

изоляционные материалы;

отделочные материалы;

инженерные сети.

На рис. 1 представлено рабочее пространство программного комплекса.

В результате детального изучения программного комплекса, выдаваемой им документации и анализа работы расчетного модуля, которая производится в соответствии с европейскими нормами, и их сопоставления со статьями, представленными в [1], были выявлены следующие проблемы:

1. Расчетный модуль производит прочностной обсчет в стандартах EUROCODE, что является несоответствием принятым в Российской Федерации нормам согласно документам [1, 3–10] и статье [2].

Например, можно утверждать, что в СНиП II-23 «Стальные конструкции» даны более высокие требования по ударной вязкости для стальных конструкций, что вызвано российскими климатическими особенностями, в частности, большими перепадами температур. В Еврокоде EN 991-1-3 даны коэффициенты снеговых нагрузок, которые рассчитываются в соответствии с картой снеговых нагрузок на грунт для Европы, а также таблицей зависимости между высотным положением местности и снеговыми нагрузками, с данными по европейским регионам. В [4] приведены данные по снеговым нагрузкам, необходимые для расчета аналогичных коэффициентов. В Европе максимальные нагрузки доходят до 95 кг/м2, в России минимальные – 80 кг/м2, максимальные – 560 кг/м2. Тем самым ставится под угрозу безопасность сооружений, и в некоторых случаях происходит необоснованное удорожание конструкции при использовании европейских норм.

Учитывая, что более 2/3 территории России расположены в зоне вечной мерзлоты, требуются специальные проектные и конструктивные решения (подполья, перекрытия и т.д.). В таких зонах в Европе, в принципе, не строят многоэтажных зданий. Глубина промерзания грунта в России больше. Вследствие различной эксплуатационной температуры зданий, теплопроводность в России и в Европе рассчитывается при различающихся температурах (0°С и 10°С, соответственно) [2]. По российским климатическим условиям невозможно применять конструкции окон, стен, вентиляции, указанные в европейских нормах, так как в этом случае будет происходить промерзание и разрушение конструкций.

На территории РФ имеются участки с опасностью возникновения склоновых процессов – оползней, селей, лавин и т.д. (в СНиП 2.06.15-85 «Инженерная защита территорий от затопления и подтопления» приведено распределение опасных геологических процессов по территории РФ). При этом в Еврокодах даны самые общие требования к расчету фундаментов, в основном, по типам сооружений, и отсутствуют требования к исходным Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ данным и особенностям расчетов фундаментов на специфических и слабых грунтах, которые распространены в РФ. В то же время в европейских стандартах практически отсутствуют требования к технологиям (процедурам) выполнения инженерно-геологических изысканий, они делегированы в национальные приложения. Есть различия в номенклатуре грунтов и классификационных показателях грунтов [2].

40% территории РФ является сейсмоопасной зоной. Анализ показывает, что расчетные сейсмические нагрузки и стоимость при расчете по Еврокоду EN 1998 существенно выше по сравнению с расчетами по СНиП II-7-81 «Строительство в сейсмических районах» при тех же параметрах.

В результате сопоставления требований выявлено, что соотношение величин расчетной сейсмической нагрузки по российским и европейским нормам составляет 1,4. В результате увеличение в стоимости объектов при расчетах по Еврокоду 1998 и СНиП II-7-81 может достигать 20–40% (в зависимости от условий строительства и типов конструкций, интенсивности сейсмических воздействий) [2].

Карты общего сейсмического районирования территории Российской Федерации по СНиП II-7-81 «Строительство в сейсмических районах» отражают 10%, 5% и 1% вероятность возможного превышения в течение 50 лет интенсивности сейсмических воздействий и соответствуют повторяемости сейсмических сотрясений в среднем один раз в 500, 1000 и 5000 лет. При этом в Еврокоде EN 1998 используется только одна карта, которая соответствуют повторяемости сейсмических сотрясений в среднем один раз в 500 лет, что менее прогрессивно, чем в СНиП II-7-81.

2. Выдаваемая проектная и рабочая документация не соответствует российским стандартам оформления [10].

При выявлении и анализе данных вопросов можно сделать следующие рекомендации:

1. Решить проблему несоответствия расчетного модуля российским нормам с использованием различных подходов, среди которых можно выделить:

поиск альтернативного утвержденного в РФ расчетного программного обеспечения и интеграция его с Vertex BD (наиболее актуальное решение исходя из экономических соображений);

корректировку алгоритма работы имеющегося расчетного модуля и его модернизация, в результате которой должно быть достигнуто полное соответствие стандартам, установленным на территории РФ. Производить данную работу следует на основании документов [1–10].

2. Сделать корректировку алгоритма программного обеспечения по составлению проектной и рабочей документации согласно требованиям существующих отечественных норм [2].

По результатам выполненной работы можно сделать следующие выводы:

1. Расчеты в программном комплексе Vertex BD (в настоящий момент) не обеспечивают должный уровень безопасности, пока не будет проведена процедура согласования работы ПО с российскими нормами (приведенными выше), из-за чего в некоторых случаях стоимость проекта может быть необоснованно завышенной.

2. Модернизация иностранного инженерного ПО является сложным процессом, требующим не малых финансовых и временных затрат, а также интеллектуальных ресурсов и базы знаний.

3. Для решения вопросов по целесообразности проекта необходимо сначала проанализировать рентабельность этих действий.

В результате решения поставленных вопросов:

в строительной индустрии Российской Федерации может появиться совершенно новый программный комплекс, который позволит оптимизировать и ускорить процесс проектирования стальных и деревянных конструкций;

будет сведена к минимуму несогласованность действий проектировщиков и строителей;

снизится стоимость проектирования (в результате уменьшения трудозатрат);

появится возможность жесткого контроля всего жизненного цикла проекта.

1. Технический регламент о безопасности зданий и сооружений от 30.12.2009г. ФЗ №384.

2. Фаликман В.Р. О европейских и российских строительных нормах проектирования и проблемах их гармонизации. – МГСУ, 2010. – 7 с.

3. ГОСТ Р 54257-2010. Надежность строительных конструкций и оснований.

4. СНиП 2.01.07-85. Нагрузки и воздействия.

5. СНиП II-23. Стальные конструкции.

6. СНиП 21-01-97. Пожарная безопасность зданий и сооружений.

7. СНиП II-7-81. Строительство в сейсмических районах.

8. СНиП 2.06.15-85. Инженерная защита территории от затопления и подтопления.

9. СНиП II-А.3-62. Классификация зданий и сооружений.

10. ГОСТ Р 21.1101-2009. Основные требования к проектной и рабочей документации.

УДК (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ КОМПЬЮТЕРНЫХ МОДЕЛЕЙ АРГОНОДУГОВОЙ

СВАРКИ НЕПЛАВЯЩИМСЯ ЭЛЕКТРОДОМ И ПЛАЗМЕННОЙ СВАРКИ

Дуговая сварка неплавящимся электродом в среде инертных газов широко применяется в различных областях индустрии: судостроении, автомобильной промышленности, вагоностроении и т.д. Сущность процесса заключается в передачи тепла от электрической дуги заготовке. При этом неплавящийся вольфрамовый электрод выступает в роли катода, а заготовка – в роли анода. Сварку осуществляют как на постоянном токе прямой полярности, так и на переменном (для сварки алюминиевых сплавов), когда в один полупериод вольфрам является катодом, изделие – анодом, а в другой полупериод вольфрам становится анодом, изделие – катодом. Температура плазменной дуги составляет от 12000 до 20000 К, что является достаточным для образования сварочной ванны и возможности неразъёмного соединения двух металлов. Электрическая дуга, сварочная ванна и околошовная зона защищены от влияния окружающей среды потоком инертного газа.

Особенность плазменной сварки заключается в более высокой температуре сварочной дуги (до 30000 К) и её меньшем диаметре по сравнению со свободно горящей дугой. Эти плюсы достигаются благодаря углублению электрода внутрь более узкого, по сравнению с аргонодуговой горелкой, сопла, а также введению дополнительного внешнего сопла, обеспечивающего поджатие плазменной дуги, а также защиту и охлаждение околошовной зоны. За счёт этого обеспечивается более глубокое проплавление, меньшая ширина сварного шва, а, следовательно, и зона термического влияния. Прочностные характеристики сварного шва, выполненного плазменной сваркой, выше, чем у швов, заваренных аргонодуговой сваркой неплавящимся электродом.

Компьютерное моделирование процессов сварки позволяет наглядно сравнить два этих способа сварки, подобрать оптимальные сварочные режимы, уменьшить деформации от нагрева, рассчитать глубину проплавления и профиль сварочной ванны, что позволяет оптимизировать технологический процесс сварки Стационарная двухмерная модель аргонодуговой сварки неплавящимся электродом и плазменной сварки была рассчитана с помощью программного пакета ANSYS CFX. В программе учтены уравнения баланса энергии, неразрывности, движения и система уравнений Максвелла. Также при моделировании сварочной ванны был учтен эффект Марангони (см. [1, 2, 5]), влияющий на её форму и глубину проплавления.

Для компьютерного моделирования процесса аргонодуговой сварки неплавящимся электродом была принята следующая геометрия расчётной области: вольфрамовый катод диаметром 3,2 мм, керамическое сопло диаметром 20 мм и свариваемая деталь из нержавеющей стали толщиной 10 мм. Расстояние между катодом и деталью – 5 мм, между катодом и соплом – 4 мм. Расход инертного защитного газа (аргона) составляет 15 л/мин.

Расчётная область схематически показана на рис. 1.

Рис. 1. Расчётная область, используемая при моделировании аргонодуговой сварки Конструкция плазменной горелки направлена на концентрирование сварочной дуги и придание ей цилиндрической формы в отличие от конической, характерной для дуги, свободно горящей в инертном газе. Диаметр вольфрамового катода – 1.6 мм, диаметр внутреннего сопла, обеспечивающего сжатие плазменной дуги – 4.1 мм, диаметр внешнего сопла, обеспечивающего защиту сварочной ванны от действия окружающей среды и дополнительное сжатие дуги – 13.9 мм. В качестве анода была выбрана деталь из нержавеющей стали толщиной 10 мм. Расстояние между срезом сопла и деталью – 10 мм, катод углублён внутрь сопла на 4.1 мм. Расход инертного плазмообразующего газа (аргона) составляет 4 л/мин. На рис. 2 представлена расчётная область плазменной сварки.

На рис. 3 и рис. 4 представлены результаты компьютерного моделирования – распределения температуры в плазменной дуге в случае плазменной и аргонодуговой сварки.

Белой областью на свариваемой детали показана сварочная ванна (металл в расплавленном состоянии). Данные распределения и профили сварочной ванны соответствуют результатам, полученным в других программных продуктах (см. [1, 3, 4]) и результатам экспериментов (см. [1, 2, 4]).

Рис. 3. Распределение температуры в плазменной Рис. 5. Распределение температуры в плазменной дуге в случае плазменной сварки при токе 150 А дуге в случае плазменной сварки при токе 200 А Рис. 4. Распределение температуры в плазменной дуге в случае аргонодуговой сварки Рис. 5 и рис. 6 демонстрируют профили сварочных ванн, а также распределения температуры в дуге в случае плазменной и аргонодуговой сварки при силе токе 200 А. При увеличении силы тока наблюдается увеличение глубины проплавления свариваемой детали без значительного увеличения ширины сварного шва, а, следовательно, и зоны термического влияния, что положительно влияет на прочностные характеристики сварного шва и околошовной зоны. Рис. 7 и рис. 8 представляют функцию потока плазмы и наглядно демонстрируют способность горелки для плазменной сварки концентрировать дугу за счёт более узкого, по сравнению с аргонодуговой горелкой, внутреннего сопла и наличия внешнего сопла.

Рис. 7. Функция потока плазмы в случае Рис. 8. Функция потока плазмы в случае плазменной сварки при токе 150 А аргонодуговой сварки при токе 150 А Рис. 9. Распределение давления в прианодной зоне в случае плазменной сварки при токе 200 А На рис. 9 и рис. 10 представлены результаты распределения давления дуги на свариваемую деталь. Модель адекватно иллюстрирует практические данные о разнице давления сварочных дуг: давление плазменной дуги в 6–10 раз больше давления, возникающего при аргонодуговой сварке. Данная разница обеспечивает более глубокое проплавление при применении плазменной сварки по сравнению с аргонодуговой сваркой:

для тока 150 А по результатам компьютерного моделирования глубина проплавления в случае плазменной сварки больше аргонодуговой в 1.4 раза, для тока 200 А – в 1.2 раза.

Рис. 10. Распределение давления в прианодной зоне в случае аргонодуговой сварки при токе 200 А Таким образом, программный пакет ANSYS CFX позволяет получить достоверную модель для двух способов сварки: аргонодуговой, широко применяемой в промышленности, и плазменной, не имеющей такой популярности, но обладающей огромным потенциалом за счёт вышеперечисленных плюсов. Такая компьютерная модель существенно оптимизирует процесс технологической подготовки производства, позволяя в ходе работы изменять геометрию расчётной области и режимы сварки.

1. M. Tanaka and J.J. Lowke. “Predictions of weld pool profiles using plasma physics”, J. Phys. D:

Appl. Phys. 40, pp. R1–R23, 2007.

2. M. Tanaka, K. Yamamoto and J.J. Lowke. “Time-dependent calculations of molten pool formation and thermal plasma with metal vapour in gas tungsten arc welding”, J. Phys. D: Appl. Phys. 43, p. (11 pp), 2010.

3.Фролов, В. Я. Повышение эффективности работы установки для плазменной сварки металлов [Текст] / В. Я. Фролов, Е.О. Васильев, И. Сосо // Научно-технические ведомости СПбГПУ. – 2009. – Вып. 2(78). – С. 119–125.

4. Фролов, В. Я. Исследование параметров сжатой электрической дуги [Текст] / В. Я. Фролов, Д. В. Иванов, С. Ю. Грачев, Е. О. Васильев, И. Сосо // Труды 9-й Международной конференции «Пленки и покрытия – 2009». – СПб, 2009. – С. 288–297.

5. Toropchin, A. Calculation of the weld pool profile coupled with the arc simulation in a TIG process using software ANSYS CFX / A. Toropchin, V. Frolov, D. Uhrlandt // Proc. XXth Symposium on Physics of Switching Arc. Editors: V. Aubrecht, M. Bartlova. – Brno, 2013. – P. 301–304 (336 p.).

УДК 537. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

ЭРОЗИОННАЯ СТОЙКОСТЬ КОНТАКТОВ ВАКУУМНОЙ ВЫСОКОВОЛЬТНОЙ

ДУГОГАСИТЕЛЬНОЙ КАМЕРЫ

Вакуумный выключатель – это высоковольтный выключатель, в котором вакуум служит средой для гашения электрической дуги. Вакуумный выключатель предназначен для коммутаций (операций включения-отключения) электрического тока – номинального и токов короткого замыкания (КЗ) в электроустановках. Первые разработки вакуумных выключателей были начаты в 30-е годы XX века, действующие модели могли отключать небольшие токи при напряжениях до 40 кВ. Достаточно мощные вакуумные выключатели в те годы так и не были созданы из-за несовершенства технологии изготовления вакуумной аппаратуры и, прежде всего, из-за возникших в то время технических трудностей по поддержанию глубокого вакуума в герметизированной камере. Для создания надежно работающих вакуумных дугогасительных камер, способных отключать большие токи при высоком напряжении электрической сети, потребовалось выполнить обширную программу исследовательских работ. В ходе проведения этих работ примерно к 1957 г. были выявлены и научно объяснены основные физические процессы, происходящие при горении дуги в вакууме. Переход от единичных опытных образцов вакуумных выключателей к их серийному промышленному производству занял ещё два десятилетия, поскольку потребовал проведения дополнительных интенсивных исследований и разработок, направленных, в частности, на отыскание эффективного способа предотвращения опасных коммутационных перенапряжений, возникавших из-за преждевременного обрыва тока до его естественного перехода через ноль, на решение сложных проблем, связанных с распределением напряжения и загрязнением внутренних поверхностей изоляционных деталей осаждавшимися на них парами металла, проблем экранирования и создания новых высоконадежных сильфонов и др. В настоящее время в мире налажен промышленный выпуск высоконадежных быстродействующих вакуумных выключателей, способных отключать большие токи в электрических сетях среднего (6, 10, 35 кВ) и высокого (до 110 кВ включительно) напряжения [1, 2].

Основным преимуществом использования вакуума как дугогасящей среды является его способность быстро восстанавливать свои изоляционные свойства после перехода тока через ноль, что препятствует повторному зажиганию дуги. В момент размыкания контактов в вакуумном промежутке коммутируемый ток инициирует возникновение электрического разряда – вакуумной дуги, существование которой поддерживается за счет металла, испаряющегося с поверхности контактов в вакуумный промежуток. Плазма, образованная ионизированными парами металла, проводит электрический ток, поэтому ток протекает между контактами до момента его перехода через ноль. В момент перехода тока через ноль дуга гаснет, а оставшиеся пары металла мгновенно (за 7–10 микросекунд) конденсируются на поверхности контактов и других деталей дугогасящей камеры, восстанавливая электрическую прочность вакуумного промежутка. В то же время на разведенных контактах восстанавливается приложенное к ним напряжение.

Основной недостаток вакуумных выключателей – небольшой ресурс по отключению токов КЗ (порядка 100 раз) – связан с тем, что плазма в дуге образуется из паров металла контактов, что приводит к их износу и ухудшению коммутационных свойств аппарата [3, 4].

Существует два основных способа повысить срок службы контактов: увеличение их эрозионной стойкости за счет выполнения контактов из тугоплавкого материала (вольфрамовые сплавы) и использование явления вращения дуги в магнитном поле.

Использование вращающейся дуги является более перспективным методом решения проблемы износа контактов, так как изготовление электродов из вольфрамовых сплавов не выгодно с экономической точки зрения. Реализовать вращение дуги внутри дугогасительной камеры можно также несколькими способами. Для создания магнитного поля можно использовать внешний источник – систему магнитов или низковольтные подмагничивающие соленоиды, однако такие решения также усложняют конструкцию дугогасящего устройства и увеличивают его стоимость [5, 6]. Гораздо больший интерес представляет собой использование магнитного поля, порожденного электрической дугой, для перемещения её по поверхности контактов – принцип магнитного дутья.

В данной работе движение дуги рассмотрено на примере высоковольтной вакуумной дугогасящей камеры выключателя VD4 европейской фирмы АВВ. Контакты в данной дугогасящей камере имеют форму (см. рис. 1) [7], искажающую магнитное поле дуги таким образом, что электродинамическая сила, действующая на дугу, направлена по касательной к окружности, описанной вокруг центра цилиндрических контактов. Это обеспечивает передвижение дуги по торцевым поверхностям контактов. Для предотвращения возникновения дуги в центре контакта (а значит, нахождения ее в положении равновесия) в центрах торцевых поверхностей контактов выполнены углубления. Данная конструкция контактов широко известна и встречается в выключателях других известных производителей, таких как General Electric (выключатель SecoVac) и «Таврида Электрик»

(выключатель BB/TEL). Главной задачей работы являлось определить значение необходимого тока КЗ, при котором дуга будет двигаться с достаточной скоростью, чтобы обеспечить равномерный износ поверхности контактов. При использовании выключателей с вращающейся дугой в сетях с токами КЗ, меньшими номинального тока отключения выключателя, вращения дуги не происходит, либо оно происходит в недостаточной мере [8].

Это приводит к преждевременному износу дорогостоящего оборудования и делает использование выключателей с вращающейся дугой в таких сетях невыгодным. Поэтому необходимо не просто выбирать автоматический выключатель с запасом, а точно представлять предельные значения тока КЗ, при которых выключатель работает с ожидаемой эффективностью [2, 5, 9].

Рис. 1. Трёхмерная модель контакта Рис. 2. Зависимость магнитодинамического усилия, вакуумного выключателя ABBVD Для решения поставленной задачи использовался метод моделирования в программной среде ANSYS. Также при задании начальных условий для решения задачи использовался многолетний опыт кафедры «Электротехника и электроэнергетика» в изучении электрической дуги и плазмы. При решении задачи применялись следующие допущения:

электрическая дуга представлена объёмом цилиндрической формы, свойства плазмы в дуге одинаковы во всём её объёме, в процессе движения по поверхности контактов дуга не изменяет своего электрического сопротивления в связи с удлинением и изгибом. Данные допущения были приняты на основе представления дуги в каждый момент времени как квазистационарного явления. Это является упрощением модели, поскольку процессы в дугогасительной камере развиваются очень быстро (несколько миллисекунд) [9, 10]. Также в данной модели не рассматривается процесс сжатия диффузной дуги в один проводящий канал в начальный момент размыкания контактов. Поскольку дуга в данной модели представляет собой единичный цилиндрический проводник, магнитодинамическое усилие на дугу будет оказывать сила Ампера: dF = Idl B. Данный вывод не противоречит принятым ранее допущениям: сила Ампера не зависит от таких свойств дуги, как сопротивление, масса и длина. А поскольку индукция магнитного поля также зависит от тока ( B = / S, = LI ), зависимость магнитодинамического воздействия на дугу должна иметь квадратичный характер. Это предположение подтвердилось при решении электромагнитной задачи в программе ANSYS(см. рис. 2).

В результате расчёта было выявлено, что при использовании выключателей на номинальные токи (порядка 1000 А) магнитодинамическое воздействие на дугу близко к нулю (в 400 раз меньше, чем при отключении максимального тока короткого замыкания), что абсолютно недопустимо при эксплуатации выключателя. Аналогично были исследованы зависимости плотности тока и магнитной индукции в межконтактном промежутке от тока отключения.

Рис. 3. Трёхмерная картина плотности электрического тока в момент горения дуги на поверхности контакта, построенная в программе контактов. Такое движение позволяет не допустить локальных перегревов и уменьшить эрозию контактов.

Поскольку магнитодинамическое усилие, приложенное к дуге, изменяется достаточно резко и нелинейно, невозможно точно сказать, при какой величине тока отключения движение дуги будет недостаточно интенсивным для снижения эрозии контактов [3, 4, 6].

Для более полного решения данной задачи предполагается продолжение исследований данной тематики, а именно, решение тепловой задачи в программе ANSYS. Для этой цели при решении электромагнитной задачи были рассчитаны и построены картины электромагнитного поля модели, а именно, картина распределения плотности тока (см. рис. 3), поскольку именно ток оказывает разрушающее тепловое воздействие на контакты вакуумного выключателя.

Данная работа является лишь частью общего исследования, однако уже на этом этапе были получены значительные результаты: была воссоздана трёхмерная геометрическая модель дугогасительной камеры и контактов выключателя ABBVD4, подтверждено предположение о характере зависимости магнитодинамического усилия от тока отключения, вычислены электромагнитные параметры процесса горения дуги между контактами, построена траектория движения дуги между контактами, вычислены начальные условия для решения тепловой задачи для данной модели.

Результаты, полученные в данной работе, свидетельствуют о верности выбранного направления исследований по данной тематике. Результатом же этих исследований может стать разработка новой конструкции дугогасительной камеры и создание рекомендаций по эксплуатации существующих вакуумных выключателей.

1. Электрические и электронные аппараты: учеб. для вузов / Под ред. Ю.К. Розанова. – М.:

Энергоатомиздат, 1998. – 750 с.

2. Александров, Г.Н. Высоковольтные выключатели для частых коммутаций и перспективы их развития / Г.Н. Александров, В.Я. Фролов, Н.М. Адоньев, Г.А. Кукеков // Электротехнологическая промышленность. Аппараты высокого напряжения, трансформаторы, силовые конденсаторы. – 1983.

– С. 1–6.

3. Фролов, В.Я. Основы теории электроэрозионных процессов // Материалы международной научно технической конференции «Электрофизические и электрохимические технологии», С.Петербург, 9–11 июня 1997. – СПб.: Изд-во СПбГТУ, 1997. – С. 41–44.

4. Фролов В.Я. Тепловая модель электроэрозионного процесса // Материалы международной научно технической конференции «Электрофизические и электрохимические технологии», С.Петербург, 9–11 июня 1997. – СПб.: Изд-во СПбГТУ, 1997. – С. 44–46.

5. Кубышкин, В.Н. Оценка экономической целесообразности разработки электрических аппаратов с повышенной коммутационной износостойкостью / В.Н. Кубышкин, А.И. Локш, В.Я. Фролов, Ю.А. Савело, Н.А. Хренова // Электротехническая промышленность. Аппараты высокого напряжения, трансформаторы, силовые конденсаторы. – 1985. – № 12.

6. Кукеков, Г.А. Теория гашения электрической дуги в электрических аппаратах. Физические свойства и характеристики: учеб. пособие / Г.А. Кукеков. – Л.: ЛПИ, 1983. – 71 с.

7. ABB New Design VD4 –Presentation: http://www05.abb.com/global/scot/scot235.nsf/veritydisplay/ 0aa20aacf3828010c12576d2004d11ba/$file/SL_VD4-(EN)-_1VCP000352-0912.PPT.ppt.

8. Александров, Г.Н. Эксплуатация электрических аппаратов: учеб. пособие для вузов / Г.Н. Александров, А.И. Афанасьев, В.В. Борисов и др.; под общ. ред. Г.Н. Александрова. – СПб.: Издво ПЭИПК, 2000. – 306 с.

9. Кукеков, Г.А. Переходные процессы в контактно-тиристорных аппаратах / Г.А. Кукеров, В.Я. Фролов. – Л.: Энергоатомиздат, Ленингр. отд-ние, 1988. – 165 с.

10. Карпенко, Л.Н. Математическое моделирование электрических аппаратов: учеб. пособие. – Л., 1980. – 94 с.

УКД 621.313. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

ТЕМПЕРАТУРНОЕ ПОЛЕ РОТОРА МОЩНОГО ТУРБОГЕНЕРАТОРА

С САМОВЕНТИЛЯЦИЕЙ ИЗ ПОДПАЗОВОГО КАНАЛА

ПРИ ВОДОРОДНОМ ОХЛАЖДЕНИИ

В связи с соображениями надежности эксплуатации турбогенераторов в электроэнергетике крупнейшие мировые производители электрических машин постепенно отказываются от водяного и воздушно-водяного охлаждения, предпочитая системы с полным воздушным охлаждением для машин средней мощности и водородным для машин мощностью более 800 МВт. Потребность в увеличении единичной мощности турбогенераторов с водородным и воздушным охлаждением приводит к увеличению активной длины ротора машины, что, в свою очередь, является причиной ряда проблем с охлаждением центральной части обмотки возбуждения.

Система непосредственного газового охлаждения обмотки ротора с однотипными радиальными каналами, равномерно распределенными по длине ротора и питаемыми из подпазовых каналов, получила в электромашиностроении исключительно широкое распространение. Система применяется как в своем первоначальном, классическом варианте (подпазовый канал с чисто радиальными ответвлениями [1, 2], рис. 1), так и в многочисленных модификациях, сочетающих радиальные каналы с аксиальными [3].

Особенно удачно эта система отвечает своему назначению в генераторах нового поколения, производимых мировыми электромашиностроительными предприятиями, с полным газовым охлаждением – по большей части, воздушным [2, 4, 5], но, в расчете на ближайшую перспектив, также и водородным [6].

Рис. 1. Поперечное сечение трапецеидального паза ротора турбогенератора (а) и взаимная ориентация подпазового канала и радиальных каналов в обмотке (б) При использовании данной системы охлаждения в турбогенераторах наибольшей мощности стремятся к минимизации общего уровня температуры и ее локальных (пиковых) Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ значений в пределах пазовой части обмотки возбуждения. Это требует детального исследования ряда факторов, определяющих характер температурного поля в активной зоне ротора.

Решающее влияние на производительность вентиляционной системы оказывает величина входного сечения подпазовых каналов, что накладывает основное ограничение на активную длину ротора, т.е., в конечном счете, на единичную мощность машины. Именно общий расход газа через ротор (при заданных теплофизических свойствах хладагента) определяет среднюю температуру обмотки, и лишь при положительном решении этого первостепенного вопроса возникает задача второго плана – минимизации температурных разностей в пределах пазовой части обмотки. С тепловых позиций не имеет однозначного решения вопрос о рациональном числе каналов на единицу длины паза, поскольку увеличение этого числа приводит к ряду противоположных последствий.

Пропорциональному возрастанию поверхности охлаждения в этом случае соответствует снижение скорости в каналах, что приводит к уменьшению в несколько меньшей пропорции коэффициента теплоотдачи. К числу вторичных (также встречно действующих) факторов следует отнести небольшое увеличение потерь в обмотке за счет уменьшения эффективного сечения меди при некотором возрастании расхода газа вследствие уменьшения гидравлического сопротивления ответвлений. Хотя все указанные воздействия отчасти попарно уравновешиваются, в значительном числе конструкций итоговый эффект оказывается положительным.

Что касается неоднородности температурного поля обмотки, то долгое время основное внимание в литературе уделялось первопричине лишь продольной его неравномерности, т.е.

механизму распределения скоростей газа в радиальных каналах по длине ротора [7, 8]. В современных конструкциях эта проблема утрачивает остроту благодаря применению подпазовых каналов переменного сечения, что способствует выравниванию скоростей в радиальных каналах ценой незначительного снижения общего расхода.

В числе иных факторов, определяющих неравномерность нагрева обмотки, главным образом, в радиальном направлении, важную роль играют подогрев газа в радиальных каналах (величина, обратно пропорциональная массовому расходу) и неравномерность тепловыделения в отдельных витках при трапецеидальном исполнении паза. Естественно, что влияние подогрева газа при воздушном охлаждении проявляется сильнее, чем при водородном, вследствие более низкой теплоотводящей способности воздуха.

Определенное воздействие на температурное поле обмотки оказывает кондуктивная связь медных проводников с телом ротора через корпусную изоляцию. В частности, усиленный сток тепла от витков, близлежащих к подпазовому каналу, способствует снижению температуры этих витков на тех участках канала, где интенсивная теплоотдача обусловлена высокой скоростью газового потока (при любой форме подпазового канала это, преимущественно, зона, близлежащая к торцам ротора). В силу упомянутых выше различий в физических свойствах воздуха и водорода благоприятный эффект кондуктивного воздействия на этот раз в большей мере проявляется при воздушном охлаждении.

С учетом высказанных качественных соображений необходимо установить количественные закономерности, способствующие оптимизации геометрии обмотки с подпазовым каналом применительно к турбогенераторам предельной мощности с водородным и воздушным охлаждением. С этой целью нами выполнено исследование температурного поля пазовой части ротора в различных вариантах исполнения системы раздачи охлаждающего газа, что, в свою очередь, потребовало полноценного решения задачи течения газа в отдельных ветвях данного вентиляционного тракта. Используя имеющиеся аналитические решения последней классической задачи в чисто гидравлической постановке [8], мы, в то же время, сочли необходимым верифицировать указанные решения посредством Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ математического моделирования соответствующего гидродинамического процесса и сопоставить те и другие решения с имеющимися экспериментальными данными. Для решения полевых гидродинамических задач использован пакет программ Ansys CFX.

В качестве объекта данного исследования выбран ротор турбогенератора большой мощности с полным водородным охлаждением. Длина участка, на котором осуществляется питание радиальных каналов обмотки из подпазового канала, составляет 5,4 м, что соответствует полной длине активной зоны ротора более 6,5 м. Геометрические характеристики радиальных каналов соответствуют обычно используемым в практике мирового турбогенераторостроения. Эти характеристики (шаг и форма каналов, размеры поперечного сечения, радиальная протяженность канала в обмотке) приняты неизменными, и варьированию подлежал лишь профиль подпазового канала при заданной площади поперечного сечения его входного окна.

приводит к требуемому снижению неравномерности распределения скоростей в радиальных каналах ротора, а, зачастую, напротив, лишь увеличивает эту неравномерность. К положительному эффекту приводит лишь относительно плавное уменьшение высоты подпазового канала без чрезмерного сужения его к центру бочки ротора. Из трех представленных вариантов исполнения подпазового канала ротора наилучший результат дает ступенчатый канал с вертикальным шагом уменьшения его высоты 12 мм (кривая 2 на рис. 2), когда достигается практически равномерное распределение скоростей по радиальным каналам. Общий расход газа при таком исполнении незначительно снижается по сравнению с исполнением при равномерном сечении подпазового канала (менее чем на 4%).

Исполнению с более грубым шагом по высоте (24 мм) присущи два недостатка: значительная неравномерность распределения скоростей в радиальных каналах обмотки и ощутимое уменьшение общего расхода газа (до 10%). По этой причине мы исключаем такое исполнение из дальнейшего рассмотрения.

Таким образом, моделированию пространственного поля температуры ротора подлежат два варианта исполнения подпазового канала: с равномерным сечением и глубине скачка 12 мм. Применительно к каждому из этих двух вариантов выполнены решения серии плоских задач стационарной теплопроводности для восьми характерных поперечных сечений ротора при помощи пакета программ ELCUT. По результатам указанных полевых Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ решений на рис. 3 построены кривые распределения температуры обмотки в пазовой части ротора (в пределах половины активной длины) для верхнего и нижнего витков. Сравнение соответствующих кривых на рис. 3,а и 3,б показывает, что для данных условий применение ступенчатого подпазового канала вместо канала постоянного сечения сказывается на нагреве обмотки в незначительной мере – выигрыш по максимальной температуре в варианте со ступенчатым каналом составляет менее 4°С, при практически одинаковой средней температуре в обоих вариантах. Такой результат объясняется выравнивающим воздействием фактора трения в питающем канале равномерного сечения на распределение скоростей в ответвлениях, что хорошо известно из теории [8]. В данном случае мы имеем дело с настолько большой активной длиной ротора, т.е. протяженностью питающего канала, что указанный фактор в значительной мере противостоит перераспределению динамического и статического давления в подпазовом канале, следствием чего является малое различие скоростей газа в каналах обмотки (см. рис. 2, кривая 1).

Рис. 3. Распределение температуры по длине обмотки ротора при равномерном (а) и ступенчатом (б) профиле подпазового канала Из сказанного следует, что исполнение подпазового канала переменного сечения в роторах с длиной активной зоны более 6,5 м (а такая тенденция сопутствует росту единичной мощности турбогенераторов), возможно, не требуется, особенно если учесть технологические затруднения при реализации указанного технического решения Из рис. 3 видно, что влияние стока тепла от обмотки в зубец через корпусную изоляцию особенно заметно в районе нижнего витка и в некоторой мере затрагивает верхний виток за счет теплового потока от него в коронку зубца и далее через пазовый клин к выходному участку вентиляционного канала. Масштаб обсуждаемой неравномерности нагрева обмотки в радиальном направлении настолько невелик, что не вызывает озабоченности в отношении термомеханических явлений, в частности, взаимных температурных перемещений отдельных витков при одновременном сжатии их центробежными усилиями.

Результаты, полученные на данном этапе исследования, подтверждают значительную консервативность системы самовентиляции ротора из подпазового канала в смысле сравнительно малой ее отзывчивости по отношению ко всем геометрическим характеристикам, кроме размеров входного сечения и профиля подпазового канала.

Указанное сечение является продуктом компромисса между требованиями механической прочности вала ротора и надлежащей производительности системы самовентиляции.

Как показывают расчеты, пространственная неравномерность температурного поля ротора характеризуется умеренными показателями (пиковые превышения температуры превосходят соответствующую среднеинтегральную величину менее чем на 15% при водородном охлаждении) при выполнении следующих требований к конструкции ротора, если паз ротора имеет трапецеидальную форму при одинаковой высоте проводников обмотки возбуждения, что обеспечивает гармонизацию встречных воздействий подогрева газа и неравномерности тепловыделения по высоте паза.

Возможное дальнейшее развитие данной системы газового охлаждения в интересах повышения экономичности и надежности конструкции связано с отработкой конфигурации подпазового канала с целью достижения максимального расхода газа при полностью равномерном его распределении по радиальным каналам. Это потребует уточнения алгоритма расчета и моделирования подобных систем, а также детального изучения сопротивления трения и механизма местных сопротивлений при раздаче. В качестве инструмента исследования мы видим современные прикладные пакеты вычислительной гидродинамики и полномасштабный физический эксперимент.

1. Турбогенераторы / В.В. Титов, Г.М. Хуторецкий, Г.А.Загородная и др. Под ред. Лютера P.A. и Иванова Н.П. – Л.: Энергия, 1968. – 895 с.

2. Кади-Оглы И.А. Развитие системы воздушного охлаждения турбогенераторов серии Т3Ф / Ю.Н.Дубровин, И.А.Кади-Оглы, Т.Н.Карташова, В.И. Шаров // Сборник Электросила. – № 42. – 2003.

– с. 44–50.

3. Алексеев Б.А., Мамиконянц Л.Г., Поляков Ф.А., Шакарян Ю.Г. Проблемы электрических машин на сессии СИГРЭ. Электричество. – 2009. – № 3. – С. 60–67.

4. Antonjuk O., Kartrshova T., Roytgarts M. Series of air-cooled turbogenerators of power up to 410 MVA.

International Conference POWER-GEN Europe, 2009, Cologne, Germany.

5. R. Joho, J. Baumgartner, T. Hinkel, C.-E.Stephan, M. Jung: Type Tested Air-cooled Generator in the MVA Range. Cigr Session 2000, Paper 11–101.

6. Kitajima T., Ito H., Nagano S., Kazao Y., The World’s Largest Capacity Turbine Generators with Indirect Hydrogen-Cooling, CIGRE 40th Meeting in Paris, France July 2004. Report A1–106.

7. Hak J. Kanal mit Abzweigungen // Elektrotechnik. und Maschinenbau. – 1956. – № 115–16. – S. 257– 271.

8. Филиппов И.Ф. Теплообмен в электрических машинах. – Л.: Энергоатомиздат, 1986. – 256 с.

УДК 623.4; 629. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

РАЗРАБОТКА МОБИЛЬНОГО БЕЗЭКИПАЖНОГО КОМПЛЕКСА

ДЛЯ РАЗМИНИРОВАНИЯ ТЕРРИТОРИИ (ВАРИАНТЫ)

Техническое предложение относится к военному делу, конкретно, к разминированию на местности с использованием дистанционно управляемых наземных транспортных средств минных разградителей.

Разминирование минных полей методом траления осуществляют катками-волокушами, прикрепляемыми спереди к танкам и др. бронированным машинам [1, 2]. Устройства громоздки, маломаневренны и дороги, относятся к категории многоразовых, но подвержены воздействию поражающих факторов, не гарантируя высокой безопасности экипажа и защиты материальной части (рис. 1).

Наиболее близкий аналог авторского предложения по назначению и конструктивным признакам способ разминирования минных полей, заключающийся в организации и осуществлении движения в определенном порядке предварительно доставленных самодвижущихся в безэкипажном режиме наземных транспортных средств с давлением опорных элементов на грунт или иным инициирующим действием, достаточным для подрыва мин [3]. В нем используют специализированные изделия – теле/автоматически управляемые безэкипажные малогабаритные электромеханические колесные модули, объединенные в единый комплекс с «маткой» – транспортным носителем [4]. Комплекс относительно дорог, дефицитен (главным образом, по причине использования электромеханического привода).

Рис. 1. Колейный минный трал с базовой машиной (тягачем) [2]:

1 – катковая секция; 2 – тягач; 6 – рама трала модулей с точки зрения профильной и несущей проходимости, а также при поражениях, вовторых, большая пригодность для ликвидации мин, срабатывающих на повторный нажим (рис. 2, 3).

При подрыве модулей, если машина может продолжать двигаться, она продолжает движение. Если несправный модуль мешает двигаться, его можно отстрелить от рамы с помощью пиропатрона и объехать его, дав задний ход. Если комплекс потерял возможность передвижения, его можно эвакуировать, подтянув лебёдкой в безопасное место, заменить неисправный модуль и продолжить разминирование. Машина, закончившая проход, своим ходом или с помощью людей отъезжает в сторону, не препятствуя проходу пехоты или Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ лёгкой техники. Затем комплекс разбирают, погружают в транспортную машину и перемещают в безопасное место для завода и зарядки аккумуляторов (механических и электрических).

Допускается использование отдельного колёсного модуля. Для этого к выходному валу крепится опора на землю, которая волочится за модулем.

Главное содержание и отличительная особенность новации удобное в условиях энергетической автономности, весьма «экзотическое» устройство модуля на основе механического аккумулятора с длинномерным резиновым жгутом (в общем машиностроении пример применения резинового аккумулятора можно обнаружить в работе [5]).

В качестве машины-матки предложен автомобиль УАЗ-469, оборудованный соответствующим образом (оснащён электрической лебёдкой Come-Up DV-9000 с тяговым усилием 4082 кг для повышения проходимости и эвакуации связки колёсных модулей).

Побочное применение, как расширение тактико-технических характеристик (ТТХ):

сцепку модулей можно использовать для транспортировки небольших грузов, радиоуправляемых зарядов, закреплённых на раме подручными средствами (верёвкой, проволокой, тросами), для отвлечения внимания противника, для дистанционного определения несущей способности грунта.

Для обоснованного выбора рационального варианта и для убедительной оценки обоих вариантов (прежде всего, в части себестоимости) разработано в параллель два альтернативных проекта: с механическим аккумулятором и механической трансмиссией (основной) и с электрическим аккумулятором и электромеханической трансмиссией (тем более что сведения об электроприводном прототипе весьма скудны и представлены в виде описания к патенту на изобретение [3] на уровне схем и основных принципов функционирования).

При разработке обоих вариантов конструкции были проведены все необходимые кинематические, динамические, энергетические, тяговые, прочностные и экономические расчеты, проработана технология [6].

Энергетический расчет включает в себя расчеты: сопротивления качению на различных грунтах; механического аккумулятора энергии; редуктора; вариатора. Прочностные расчеты охватывают редуктор, вариатор и связующие рамные конструкции. Тяговый расчет колесного модуля в двух указанных его вариантах механическом и электромеханическом.

1. Вариант с механическим аккумулятором.

Колёсный модуль (рис. 4, 5) представляет собой мотор-колесо с механическим аккумулятором энергии, редуктором, вариатором, электронной системой управления, преобразующей сигналы с пульта дистанционного управления в управляющие сигналы сервоприводов.

Рис. 4. Механический колёсный модуль Рис. 5. Механическая трансмиссия Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ На цилиндрическую поверхность антифрикционных колец наматываются резиновые жгуты, с левой (выходной) стороны концы жгутов связаны с корпусом, правая сторона может вращаться относительно корпуса, натягивая резиновые жгуты. Далее момент передается через планетарный редуктор и автоматический фрикционный вариатор. Первый конус вариатора предаёт момент на второй конус посредством роликов. Ролики дают возможность передавать вращение как в прямом направлении, так и в обратном.

Изменение момента вариатором происходит при перемещении роликов по направляющим вдоль линий контакта роликов с конусами вариатора. Второй конус вариатора передаёт момент на зубчатое колесо, свободно посаженное на ось конуса первого вариатора, и через шлицы на выходной вал. На последний прикручена опора к раме или опора на грунт (при использовании модуля в одиночку).

Полезная энергия, запасаемая механическим аккумулятором из 6 резиновых жгутов диаметром 28 мм длиной 2 м в свободном состоянии, составляет 56,4 кДж.

С использованием программы Mathcad получена зависимость момента на барабане от абсолютного удлинения резиновых жгутов Mд (L), а на ее основе зависимости моментов на выходном валу колёсного модуля от абсолютного удлинения жгутов, моменты сопротивлений качения по твёрдому (Mf1) и мягкому (Mf2) грунтамсоответственно, на низшей и высшей передачах (рис. 6).

Рис. 6. Зависимости моментов от абсолютного удлинения резиновых жгутов На графике видна неравномерность момента, развиваемого барабаном, поэтому для равномерного движения колёсного модуля необходим элемент трансмиссии, регулирующий выходной момент колеса. В данном варианте эту роль выполняет фрикционный вариатор.

Очевидно (рис. 6), что диапазона регулирования вариатора хватает с запасом для движения по мягкому грунту, что увеличивает расчётный запас хода на одной зарядке и тяговые возможности в начале движения. На твёрдом грунте на высшей передаче имеется запас момента. Это не является недоработкой, так как при движении комплекса у каждого отдельного колёсного модуля имеется режим свободного хода с аккумулятором, заблокированным храповым механизмом, и в случае избытка тягового момента можно отключать модули по одному без затрат энергии аккумуляторов отключенных модулей.

Расчетный к.п.д. механического аккумулятора 0,91. Расчетные вес и запас хода модуля на мягком грунте 500 Н и 400 м соответственно.

Для поддержания заданной скорости движения колёсного модуля был рассмотрен вариант с часовым механизмом анкерного типа. Но при постоянном передаточном числе в трансмиссии путь, пройденный модулем на одной зарядке, фиксирован, независимо от состоянии грунта, а вся лишняя энергия переходит в энергию раскачивания маятника и затем в тепловую, поэтому вариант с часовым механизмом не прорабатывался детально.

2. Вариант с электрическим двигателем.

Единственное отличие от «механического» варианта – это использование электрического аккумулятора и электрического мотор-редуктора.

Колёсный модуль (рис. 7) состоит из корпуса, мотор-редуктора SF8156 на 24 В, двух аккумуляторов по 12 В, соединённых последовательно.

Обоснованно выбран мотор-редуктор SF8156.

Характеристики электродвигателя:

- мощность – 250 Вт;

- напряжение питания – 24В;

- скорость холостого хода – 2200 об/мин;

- номинальная скорость – 1830 об/мин;

- номинальный ток I –10,4А;

- крутящий момент (без редуктора) – 6,6кг*см;

Характеристики мотор-редуктора на выходе:

передаточное отношение – 50; крутящий момент – 247,5 кг*см; скорость – n=37об/мин (5.9 рад/с).

Рассчитанный выше момент сопротивления качению по мягкому грунту Mf1 = 26,5 Н м близок (в пределах 9%) к выходному моменту мотор-редуктора, поэтому его можно использовать без дополнительной Рис. 7. Электромеханический колёсный редукции. Скорость движения по мягкому грунту удовлетворительна: 1,05 м/с.

Потребная ёмкость аккумулятора для преодоления пути :

Потребное напряжение – 24В, поэтому установлены два аккумулятора RS SealedLeadacid Battery, 12V 3.2Ah и соединены последовательно.

Путь, который сможет проехать колёсный модуль на этих аккумуляторных батареях:

Таким образом, у «электрического» модуля больший запас хода.

1. Разработанный комплекс в обоих его конструктивных вариантах работоспособен и эффективен.

2. Электрический вариант превосходит механический: простота исполнения и управления, большие дальность перемещения на одной зарядке и надёжность, лучшая тяговая характеристика.

3. Механический колесный модуль представляет, дополнительно, существенный научный и учебный интерес.

1. Патент № 2146799 (РФ). Колейный катковый минный трал. / В.Ф. Собко и др. – F41H11/12, Бюл. № 13, 2007.

2. Патент № 2210052 (РФ). Колейный минный трал / В.Я. Ковальчук и др. ОАО «ФНПЦ «Станкомаш». F41H 11/16, Опубл. 10.08.2003.

3. Патент № 2298761 (РФ). Способ разминирования / И.А. Кудрявцев и др. – F41H 11/16, Бюл.

№ 13, 2007.

4. Патент № 2405122 (РФ). Робот-сапер / Ю.Х. Хамуков, З.В. Ногаев. Ин-т информатики и проблем регионального управления Кааб.-Балкарск.научн. центра РАН – F41H 11/16, Бюл. № 33, 2010.

5. Гулиа Н.В. Удивительная механика. (Резина побеждает сталь, илл. «Тележка-резиновоз» и «Мой резиноаккумулятор») // Интернет-ресурс http://lib.rus.ec/b/131463/read.

6. Желяев А.И. Мобильный комплекс для разминирования территории в составе телеуправляемых самоходных колёсных модулей и транспортной машины-матки: пояснительная записка к дипломному проекту. СПб.: СПбГПУ. Рукописный фонд кафедры «ДАиГМ», 2013.

УДК 621. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

МЕТОДИКА РАСЧЕТА ОБРАЗОВАНИЯ САЖИ В ДИЗЕЛЬНОМ ДВИГАТЕЛЕ

На сегодняшний день дизельные двигатели благодаря высоким мощностным характеристикам и экономичности занимают основное место как в энергетическом, так и в транспортном секторе. Однако они также являются источниками загрязнения окружающей среды, и поэтому в связи с постоянным ужесточением экологических норм при разработке новых двигателей необходимо уделять большое внимание выбросам вредных веществ с отработавшими газами.

Выброс сажи от общего количества выброса твердых частиц на разных режимах работы дизеля может составлять до 80%, и поэтому необходимо иметь наиболее точный метод по прогнозированию выбросов сажи. Обзор существующих моделей образования сажи показал, что практически не рассмотрен вопрос по вкладу сажи масляного происхождения.

Целью данной работы является разработка и апробация методики расчета, учитывающей образование сажи в цилиндре дизеля не только топливного, но и масляного происхождения.

Для описания процесса образования сажи воспользуемся расширенным механизмом для процессов с температурой выше 1600 К, разработанным С.А. Батуриным [1, 5].

Поскольку моторное масло и дизельное топливо различаются по групповым составам и механизмам подачи в цилиндр, то расчет образования сажи топливного и масляного происхождения производится отдельно, но с помощью одного кинетического механизма.

Процесс разложения углеводородов представим в последовательности следующих этапов:

1. Первичное термическое разложение углеводородов на более низкомолекулярные по радикально-цепному механизму.

2. Первичные углеводороды в результате термического крекинга распадаться на ацетилен и водород.

3. Термическое разложение ацетилена и первичное образование сажи. Образование физического зародыша частицы сажи.

4. Гетерогенный процесс поверхностного роста частицы до характерных размеров.

Гибель зародышей и коагуляция сажи.

5. Окисление и газификация частиц сажи.

В свою очередь, каждый из этих этапов осуществляется по своим многостадийным механизмам. При кинетическом описании отдельных этапов модели предполагается независимое термическое разложение углеводородов. Разложение индивидуальных углеводородов рассматривается внутри своей кинетической схемы независимо от разложения других углеводородов смеси. По цепному механизму можно определить суммарный маршрут реакции и составить эквивалентное химическое уравнение суммарного маршрута. Скорость суммарного процесса определяется по действительному цепному механизму, а не как скорость молекулярного процесса. При таком подходе конечная система брутто-уравнений, описывающая процесс термического разложения углеводородов, уже учитывает взаимное влияние термического разложения отдельных компонентов системы.

На основе кинетической модели можно составить систему дифференциальных уравнений, описывающих изменение концентрации реагирующих веществ.

Дифференциальное уравнение, отражающие изменение числа молей компонентов газовой смеси, имеет вид [2]:

где – изменение концентрации в результате химического превращения концентрации за счет подаваемого топлива или испаренного масла с поверхности гильзы цилиндра.

Для расчета кинетической составляющей скорости изменения количества молей i-ого компонента реагирующей смеси, используем выражение:

где V0 – объем реакционной зоны.

Скорости химических реакций кинетического механизма определим выражением:

где K0 – предэкспоненциальный множитель, Ci – концентрации реагирующих углеводородов, E – энергия активации, R – универсальная газовая постоянная, T – температура.

Второе слагаемое выражения (1) определяется изменением концентрации углеводородов в результате основного горения. Реакции массоотвода можно интерпретировать как кинетические реакции первого порядка, константы скорости которых зависят от скорости сгорания топлива:

где dx dt – скорость тепловыделения, x – характеристика тепловыделения, – масса топлива или масла в цилиндре, Mi – число молей i-ого компонента смеси.

Скорость массоподвода для исходных углеводородов определяется законом топливоподачи и скоростью испарения масла с поверхности гильзы цилиндра где gi – массовая доля исходных углеводородов, i – молекулярный вес исходных углеводородов, gц – цикловая подача, – скорость массоподвода.

Расход масла определяется множеством различных факторов: конструкцией поршневых колец, свойствами масла, режимом работы двигателя и т.д. При движении поршня из верхней мертвой точки в нижнюю мертвую точку открываемая поверхность гильзы цилиндра покрыта слоем масляной пленки, которая взаимодействует с газами в цилиндре двигателя. При этом идет непрерывный процесс прогрева масляной пленки, который в свою очередь носит нестационарный характер. В зависимости от степени прогрева масляной пленки процесс испарения масла с поверхности гильзы цилиндра может идти по различным механизмам, которые подробно рассмотрены в работах Канищева А.Б. [4]:

диффузионному, термокинетическому и критическому.

Если температура масляной пленки меньше температуры насыщения, то испарение масла происходит за счет диффузии. При данной температуре некоторые молекулы достигают достаточной скорости, чтобы преодолеть сцепление жидкости и покинуть поверхность масляной пленки. Когда температура поверхности масляной пленки достигает температуры выше температуры насыщения, но ниже критической температуры, скорость испарения резко возрастает. В данном случае для определения интенсивности потока применяется термокинетический механизм. Если температура поверхности пленки масла выше критической температуры, то этот слой мгновенно испаряется. Но на нормальном режиме работы двигателя температура масла не превышает критической температуры, поэтому для определения потока масла испарившегося с поверхности гильзы будем использовать диффузионный и термокинетический механизмы испарения масла.

Таким образом, выражение для потока пара, испаряющегося в единицу времени для диффузионного и термокинетического механизма соответственно имеет вид [4]:

здесь:

D – диаметр цилиндра; H – высота открытой поршнем поверхности гильзы цилиндра; n – частота вращения коленчатого вала; g – ускорение свободного падения; – молекулярный вес масла; P и P0 – соответственно давление в цилиндре, и атмосферное давление; Tr и TM – соответственно температура газа и масляной пленки; Pkp и Tkp – соответственно критическое давление и температура масла; – коэффициент теплопроводности; – коэффициент теплоотдачи; r – скрытая теплота парообразования, соответствующая температуре пленки; A – термический эквивалент работы; D0 – коэффициент диффузии; Tw и Tsp – соответственно температура стенки цилиндра и насыщения масла; – толщина масляной пленки; X – коэффициент, учитывающий поправку на Стефановский поток; – коэффициент, учитывающий поправку на градиент температуры в слое около поверхности гильзы цилиндра.

Таким образом, на основе изложенной выше методики были проведены расчеты образования сажи для двигателя 4ЧН15/18 при частоте вращения коленчатого вала n=1900 об/мин., мощности 250 кВт и среднем эффективном давлении pe=1,2 МПа.

Рис. 1. Зависимость изменения количества сажи в цилиндре двигателя:

1 – масляного происхождения, 2 – топливного происхождения, 3 – суммарное количество Из диаграмм (рис. 1) видно, как изменяется количество сажи в цилиндре в процессе сгорания. Результаты расчетов количества сажи на выпуске, т.е. в момент открытия выпускных клапанов, были сопоставлены с данными экспериментального исследования, проведенного в Алтайском государственном техническом университете для данного двигателя [3]. Выбросы твердых частиц для данного двигателя составляют 0,5 г/м3, из которых на сажу топливного происхождения приходиться 42% и масляного 23%.

Из расчетного исследования получено, что концентрации сажи в момент открытия выпускного клапана составляет 0,331 г/м3, что примерно составляет 65% от суммарного выброса твердых частиц с тем же соотношением приходящемся на сажу топливного и масляного происхождения. Таким образом, можно сделать вывод об адекватности предлагаемой методики прогнозирования выбросов сажи для дизельного двигателя.

1. Батурин С.А., Макаров В.В. Физико-химический механизм и методика расчета результирующего сажевыделения в дизелях // Труды ЦНИТА. – 1988. – № 3. – С. 82–93.

2. Батурин С.А., Дьяченко Н.Х., Ложкин В.Н. Сажевыделение в цилиндрах двигателей и дымность отработавших газов // Рациональное использование природы, ресурсов и охраны окружающей среды. – Л.: ЛПИ, 1977. – С.42–48.

3. Мищенко П.А., Новоселов А.Л. анализ твердых частиц в составе отработавших газов дизеля.

– Ползуновский вестник. – Том 2. – № 3. – Изд. Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова, 2009 г. – 249 с.

4. Математическая модель угара смазки в цилиндре двигателя внутреннего сгорания / Р.М. Петриченко, А.Б. Канищев, Ю.М. Мелешкин, А.Ю. Шабанов // Рабочие процессы компрессоров и установок ДВС: межвуз. сб. / ЛПИ-Л., 1987. – С. 40–41.

5. Математическое моделирование образования сажи в дизельном двигателе с учетом угара масла / А.И. Макарин, А.А. Метелев, Ю.В. Галышев // XLI Неделя науки СПбГПУ: Материалы международной научно-практической конференции, Ч. III. – Изд.: Политехн. ун-та, 2011. – с. 3–4.

УДК 621.565. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

РАЗРАБОТКА ТЕПЛООБМЕННОГО АППАРАТА ДЛЯ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

МОЩНОСТЬЮ 500 кВт С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ НОВОГО МЕТОДА РАСКЛАДКИ ТРУБ

Теплообменные аппараты (ТА) играют большую роль в энергетике, так как они присутствуют во всех видах энергетических установок. Вся выработанная человечеством энергия, так или иначе, прошла через теплообменные аппараты. Следовательно, развитие и совершенствование ТА напрямую влияет на энергоэффективность современной цивилизации [4].

Высоконапорные ТА используются в тех случаях, когда необходимо обеспечить большую площадь поверхности теплообмена. Это может быть в случае передачи большого количества теплоты, либо в случае использования теплоносителей с низкой теплопроводностью [5].

Поток теплоносителя, находящийся внутри труб многократно пересекает наружный поток (например, охлаждающий воздух из окружающей среды), постепенно производя обмен тепловой энергией. Такая схема движения теплоносителя носит название «многократный перекрестный ток» [1] и представлена на рис. 1. Направление движения теплоносителей взаимно перпендикулярное.

Рис. 1. Схема движения теплоносителей в змеевиковом теплообменнике [1] трубы, который, в свою очередь, зависит от механических свойств материала. Например, для латунных труб диаметром 20 мм и менее минимальный радиус изгиба равен двум наружным диаметрам [2]. Для труб большего диаметра радиус изгиба больше, особенно для труб из стали. Таким образом, минимально возможный шаг в трубном пучке – два радиуса изгиба, или 4 диаметра трубы, а в большинстве случаев – еще больше. Это, как правило, больше, чем оптимальный шаг между трубами, равный примерно 1,25–1,8 от наружного диаметра (S=1,25–1,8·dН [1]). В связи с этим ограничением ухудшаются условия теплообмена и увеличиваются габаритные размеры ТА.

Предлагаемый метод раскладки труб позволяет сократить расстояние между трубами, что позволяет обеспечить оптимальный шаг и более эффективный теплообмен. Объем и габаритные размеры теплообменного аппарата существенно сокращаются.

Метод раскладки показан на рис. 3. В отличие от традиционной схемы, змеевиковые трубы имеют пространственную структуру. Все змеевики обладают одинаковой геометрической формой, структура теплообменника формируется только их взаимным расположением. На рис. 3 змеевик специально изображен с обрезанной трубой на одной стороне, чтобы читателю было легче проследить его положение. Горизонтальный шаг змеевика – t1, вертикальный – t2.

Рис. 2. Традиционная схема расположения труб в змеевиковом теплообменнике. Внизу – сечение Рис. 3. Предлагаемая схема раскладки с шахматным расположением труб Над змеевиком 1 (желтый) устанавливается змеевик 2 в перевёрнутом положении (синий) со сдвигом по горизонтали на 1/3·t1 и по вертикали на 1/2·t2. Следующий змеевик устанавливается в таком же положении, только с горизонтальным сдвигом относительно змеевика 2 на 1/3·t1 в ту же сторону. Завершает картину устанавливающийся сверху змеевик 4 (желтый), в таком же положении, как и змеевик 1, со сдвигом по вертикали относительно него на t2. Эти четыре змеевика составляют вместе теплообменный модуль. Модули можно составлять друг с другом, получая большие поверхности теплообмена, не нарушая шахматный порядок расположения труб. Для этого необходимо расположить второй теплообменный модуль над первым со сдвигом по вертикали на 2·t2.

На рис. 4 изображено сравнение предлагаемого способа раскладки труб с традиционной змеевиковой схемой. Длина труб и, соответственно, площадь поверхности теплообмена одинакова. Очевидно, что предлагаемый способ позволяет существенно сократить объем теплообменного аппарата (до 25%), то есть массово-габаритные характеристики. Еще стоит отметить, что из-за меньшего шага процесс теплообмена интенсифицируется, что может привести к еще большему снижению необходимой площади поверхности, уменьшению длины трубы и массово-габаритных характеристик. Также следует учесть, что гидравлическое сопротивление теплообменника со стороны наружного рабочего тела увеличится из-за увеличенного загромождения проходного канала трубами. Это необходимо учитывать в проектировочном расчете теплообменного аппарата.

Рис. 4. Сравнение габаритных характеристик традиционной и предлагаемой схемы Преимущества разработанной конструкции заключаются в улучшенной эффективности теплообмена по сравнению с традиционными змеевиковыми теплообменниками, а также улучшенными габаритными характеристиками.

Недостатки: более сложная компоновка влечет за собой усложнение конструкции ТА и удорожание производства.

1. Справочник по теплообменным аппаратам / П.И. Бажан, Г.Е. Каневец, В.М. Селиверстов. – М.: Машиностроение, 1989.

2. Теплообменная аппаратура энергетических установок / М.М. Андреев, С.С. Берман, В.Т. Буглаев. – М.: Машгиз, 1963.

3. Теплообменные аппараты и конденсационные устройства турбоустановок. Берман С.С. – М.:

Машгиз, 1959.

4. Теплообмен и аэродинамика пакетов поперечно-оребренных труб. Письменный Е.Н. – К.:

Альтерпрес, 2004. – 244 с.

5. Расчет теплообменника (рекуператора) для ГТУ. Учебное пособие кафедры ТДУ ЭнМФСПбГПУ. Рассохин В.А. и Носовицкий А.И., 1984.

УДК 504.06:621.181:622. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ СТУПЕНЧАТОГО СЖИГАНИЯ В КОТЛЕ ТПЕ-214.

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ РАСЧЕТА ГЕНЕРАЦИИ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ

В настоящее время доля тепловой энергетики в выбросах вредных веществ в атмосферу составляет примерно 27 % [1]. Тепловые электростанции и котельные, потребляя огромное количество газообразного, жидкого и твердого топлива, выбрасывают в атмосферу продукты сгорания, содержащие золу, оксиды серы и азота, а так же (в меньших количествах) оксиды углерода и различные группы органических соединений [2]. По данным исследователей в сфере влияния ТЭС на экологию, в 2010 году выбросы оксидов азота составили 3,2– 3,6 млн. т.

Главной проблемой, возникающей в результате присутствия в воздухе оксидов азота, является их токсичное воздействие на человека, растительный и животный мир. При взаимодействии с атмосферной влагой образуют слабые растворы азотной и азотистой кислот, что приводит к выпадению кислотных дождей, наносящих существенный ущерб сельскому, рыбному хозяйству, а также приводит к разрушению строительных материалов, памятников архитектуры и других культурных ценностей.

В настоящее время на электростанциях для расчета выбросов оксидов азота используется упрощенная методика [3], основанная на усреднении результатов большого числа испытаний котлов с различными конструктивными и режимными параметрами. При расчете учитываются характеристики топлива, конструктивные параметры горелок, температурный уровень в топке, наличие рециркуляции и способ подачи воздуха. Результаты расчета могут существенно отличаться от действительных выбросов оксидов азота конкретного котла, поэтому методика [3] используется лишь для статистической отчетности.

Предлагаемая методика расчета количества разложившегося оксида азота при трехступенчатом сжигании, основана на диффузионно-кинетической теории горения.

Основные этапы расчета содержат следующие положения.

1) Определение изменения температуры факела по высоте производится по формуле, предложенной А.М. Гурвичем и А.Г. Блохом, применительно для ступенчатого сжигания преобразованной к виду:

где: z – относительное расстояние от места ввода топлива; Zmax – положение максимума температуры в топочной камере; A=1 – 04; и – опытные коэффициенты, принимаются согласно рекомендациям [4]; 04 – безразмерная температура на входе в топку.

2) Обработка рассевочной характеристики проводится с использованием зависимости Розина–Раммлера–Беннета распределения частиц пыли по фракциям:

где R0i – относительное массовое содержание частиц размером, равным или больше 0i; b и n – опытные коэффициенты, характеризующие соответственно тонкость помола и полидисперсность пыли.

3) Определение констант скорости реакций.

Константы скорости реакции представлены в виде зависимости Аррениуса:

где k 0C + O и k 0C + NO предэкспоненциальные множители, E C + O и EC + NO энергии активации соответствующих реакций.

4) Величина механического недожога определяется при средней эффективной температуре факела, которая, в свою очередь, зависит от параметра zmax, определяющего положение максимума температур в топочной камере, и температуры газов на выходе из топки т”. Средняя температура факела определяется согласно рекомендаций и положений [4].

5) Изменение площади поверхности реагирующего топлива по высоте топки рассчитывается с использованием зависимости:

где к – плотность кокса, кг/м3; x=1/01 – относительный размер самой крупной частицы;

y= 0i/01 – отношение начального размера частицы i-ой фракции к начальному размеру самой крупной частицы.

6) Количество образовавшихся оксидов азота определяется как сумма топливных и термических NOx:

Термические оксиды азота образуются в большом количестве при температуре T>1800 K, при меньших температурах термическими оксидами можно пренебречь.

Количество выбросов оксидов азота за котлом M NO2, г/с, рассчитывается по удельным выбросам K NO2, г/МДж:

где г, 1, r,, см, n – опытные коэффициенты, учитывающие коэффициент избытка воздуха в горелке, долю первичного воздуха в горелке, долю рециркуляции дымовых газов в первичный воздух, значение максимальной температуры на участке образования NOx, смесеобразование в корне факела вихревых горелок, параметр крутки вихревых горелок.

7) Определение времени выхода и сгорания летучих проводится по эмпирическим зависимостям, предложенным В.К. Любовым и С.М. Шестаковым [4]:

где k в. л.2, n в. л., m в. л., с в. л., k г. л.2, n г. л., m г. л., с г. л. опытные коэффициенты.

8) Определение количества разложившихся оксидов азота на поверхности коксовых частиц.

В соответствии со стехиометрией реакции 2NO + C = N2 + CO2, скорость выгорания углерода кокса по ней запишется в виде:

где D + NO = критерий Нуссельта; D – коэффициент диффузии; R=8,314 Дж/(моль·К) – универсальная газовая постоянная; NC+NO=kC+NO/ D + NO – диффузионно-кинетический критерий реакции;

PNO – парциальное давление NO.

Таким образом, количество разложившегося оксида азота, кг:

где – интервал времени.

9) В месте ввода третичного дутья происходит дожигание продуктов неполного сгорания, поступающих из зоны восстановления, по реакции:

Предэкспоненциальный множитель этой реакции k04=7·106 с-1, энергия активации E4=96800 кДж/кмоль, принимаются по данным [4].

Рис. 1. Продольный разрез котла ТПЕ- Программа расчета применительно к котлу состоит из следующих основных блоков:

- расчет объемов воздуха и продуктов сгорания;

- расчет изменения температур по высоте топки и построение профиля температур;

- обработка рассевочной кривой, определение размеров самых крупных фракций;

- расчет кинетических констант реакций;

- определение механического недожога;

- определение площади поверхности пыли;

- расчет количества образующихся топливных и термических оксидов азота;

- расчет количества разложившихся оксидов азота на поверхности коксовых частиц.

Для отработки методики и отладки программы рассмотрен котел ТПЕ-214 (продольный разрез которого изображен на рис. 1) паропроизводительностью 670 т/ч блока 200 МВт Новосибирской ТЭЦ–5, на котором внедрена система трехступенчатого сжигания с использованием для ступени восстановления пыли основного топлива [5]. Рабочим топливом для котла является смесь кузнецких углей марок Г и Д со следующими характеристиками:

Qir = 20,52 МДж/кг, Ar = 17,6 %, W r = 12 %, N r =1,8 %, V daf = 42 %. Система пылесжигания котла включает в себя систему с пятью молотковыми мельницами и прямым вдуванием пыли, топочную камеру с 3-х ярусным тангенциальным размещением прямоточных горелок и твердым шлакоудалением.

Суммарный выход оксидов азота составлял при одноступенчатом сжигании 800– 900 мг/м3. При внедрении трехступенчатого сжигания удалось добиться снижения концентрации оксидов азота до 350–420 мг/м3, что так же подтверждается результатами расчетов, показанных на рис. 2. Расчетное значение концентрации оксидов азота составило 431 мг/м3, что несколько выше опытного значения – 375 мг/м3.

Рис. 3. Векторное поле скоростей в сечении тангенциальной топки Завышенные результаты расчета объясняется тем, что время пребывания частиц в топке определено в предположении, что частицы движутся в потоке со скоростью газов. В свою очередь, рассматриваемый котел имеет тангенциальную топку (векторное поле скоростей представлено на рис. 3), в связи с чем время пребывания частиц в топке и их реагирования с оксидами азота увеличивается, что, как отмечено в работе [6], ведет к росту количества разложившихся оксидов азота.

Для повышения точности расчетной методики и ее результатов необходимо проведение трехмерного моделирования движения частиц топлива в тангенциальной топке (трехмерная модель топки котла ТПЕ-214 показана на рис. 4) с одновременным определением времени их горения и реагирования с образовавшимися оксидами азота. Расчетные траектории реагирующих частиц могут быть получены путем численного решения уравнения движения, учитывающего влияние двух основных сил: силы аэродинамического сопротивления и силы тяжести (с учетом переменности массы и размера частицы), записанного в проекциях на оси декартовой системы координат:

где V и W – скорость частицы и газового потока; m, f – соответственно масса и площадь миделева сечения частицы; г – плотность газового потока; с = f(Re) – коэффициент сопротивления горящих частиц. Рассматриваемый подход позволит уточнить время пребывания частиц в топке, что, в свою очередь повысит точность расчетных концентраций оксидов азота.

1. Росляков П.В., Ионкин И.Л., Егорова Л.Е. Система непрерывного мониторинга и контроля вредных выбросов ТЭС в атмосферу. – М.: МЭИ, 2000. – 158 с.

2. Котлер В.Р., Беликов С.Е. Промышленно-отопительные котельные: Сжигание топлив и защита атмосферы. – СПб.: Энерготех, 2001. – 272 с.

3. Котлер В.Р. Оксиды азота в дымовых газах котлов. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 144 с.

4. Основы практической теории горения: Учебное пособие для вузов / В.В. Померанцев, К.М.Арефьев, Д.Б. Ахмедов и др.; Под ред. В.В. Померанцева. 2-е изд., перераб. и доп. – Л.:

Энергоатомиздат, 1986. – 312 с.

5. Серант Ф.А., Пугач Л.И., Агапов К.В., Лымарев А.В. Опыт внедрения трехступенчатого сжигания пыли высокореакционных углей / Мат. Всерос. науч.-практич. конф. “Проблемы использования канско-ачинских углей на электростанциях”, 21–23 ноября 2000, Красноярск. – Красноярск, 2000. – С. 287–291.

6. Срывков С.В., Шишканов О.Г., Алексеенко С.В., Шторк С.И. Влияние ориентации горелочных струй на аэродинамическую структуру факела и теплообмен в тангенциальной топке / Мат. Первая Российская национальная конференция по теплообмену. Том 3. Теплообмен при химических превращениях. – Москва, 1994. – С. 34–37.

Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ УДК 621. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

ВЫРАВНИВАНИЕ МАКСИМАЛЬНЫХ МОЩНОСТЕЙ ГИДРОПРИВОДА

МЕХАНИЗМА ШАГАНИЯ РОБОТА

Проблемы технической реализации двуногой ходьбы решаются до сих пор. Созданы отдельные образцы (прототипы) различного назначения, некоторые доведены до серийного производства. Основными преимуществами шагающего способа передвижения является высокая проходимость по пересеченной местности и возможность выполнения технологических операций, свойственных многофункциональной руке человека. Наиболее распространенным видом привода для таких конструкций является следящий электропривод.

Однако его массогабаритные показатели ограничивают возможность его применения для шагающих машин достаточно большой грузоподъемности (практически – до 100 кг полезного груза). Ряд преимуществ в таких случаях могли бы иметь приводы электрогидравлического типа, однако необходимость генерации энергии рабочей жидкости нуждается в специальных насосных станциях с первичными приводными двигателями – электрическими или ДВС. Это существенно увеличивает массу всей конструкции. Поэтому проблема выбора оптимальных мощностей для электрогидравлических приводов шагающих роботов является особенно актуальной [6].

Одним из немаловажных факторов при их разработке являются массогабаритные и энергетические параметры привода, определяемые мощностью нагрузки, которая, как известно, зависит от массы конструкции в целом и скорости перемещения шагающей машины. Правильно подобранный закон передвижения позволяет значительно уменьшить эту мощность и, как следствие, мощность привода, его габариты и массу всей конструкции в целом.

Основной задачей данного исследования являлось получение закона изменения угловых скоростей в каждом из шарниров ноги робота, а также проектирование гидравлического привода, способного отработать заданный закон скорости при заданной существующей нагрузке (500 кг для полной массы робота). В качестве расчетной модели была принята схема плоского шарнирного механизма с тремя степенями свободы, соответствующими шарнирам стопы, колена и бедра. Кинематическая схема такого механизма в инверсном изображении показана на рис. 1.

Для численных расчетов применялся электрогидравлический привод, принципиальная схема которого показана на рис. 2.

Рис. 2. Принципиальная схема электрогидравлического привода:

Н1 – насосная станция, БЭУ – блок электроуправления, ЭГУ – электрогидравлический усилитель мощности, ГЦ1…ГЦ3 – силовые гидроцилиндры бедра, голени и стопы соответственно Для формирования расчетной математической модели были заданы длины рычагов, соответствующих длинам костей голени и бедра. Допускалось, что этим полностью определяется положение центра массы робота в пространстве. Рассматривалось движение с постоянной средней скоростью, которая была принята равной 6 км/час. Кинематика движения строилась с учетом принципа комфортабельности [1,5].

Рис. 3. Законы изменения угловых скоростей в шарнирах шагающего механизма Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ Расчеты перемещений проводились для одной ноги в пределах полного цикла, состоящего из фазы движения ноги под нагрузкой и фазы движения ноги на один шаг без нагрузки. В первой фазе стопа неподвижна и рычаги механизма нагружены усилиями, обеспечивающими процесс шагания. Во второй фазе происходит перенос стопы от ее точки опоры в первой фазе до новой точки опоры – завершается один шаг перемещения.

Рис. 4. Откорректированные законы изменения угловых скоростей Рис. 5. Законы распределения мощностей в шарнирах стопы и колена Полученные в первом приближении законы скоростей показаны на рис. 3. Характерной особенностью этих законов являются ярко выраженные пики в начале и конце каждой фазы ходьбы. Пиковые значения мощностей практически совпадали по положению с пиковыми скоростями. Их максимальные значения достигали 100–120 квт.

Для уменьшения максимальных мощностей были проведены расчеты методом последовательного приближения, в которых уменьшались пиковые скорости и мощности, но увеличивалась скорость (и мощность) на малонагруженных участках. При этом скорость поступательного движения на фазах ходьбы оказывалась неравномерной, но общая скорость шагания поддерживалась неизменной.

Откорректированный таким образом закон угловых скоростей показан на рис. сплошными линями.

С помощью аналогично рассчитанного закона изменения крутящих моментов в тех же шарнирах были рассчитаны законы изменения мгновенных мощностей рабочего процесса привода. Один из результатов показан на рис. 5.

В конечном итоге удалось уменьшить мощности приводов с 120 кВт до 30–40 кВт.

Такой результат можно считать технически приемлемым, т.к. аналогично уменьшились массогабаритные показатели обеспечивающей гидроприводы насосной станции.

Для оценки качества САУ был проведен расчет ее линеаризованной модели известными методами передаточных функций [1, 2, 4]. Переходный процесс привода голени имеет некоторую колебательность в самом начале движения и быстро затухает. В целом можно считать, что расчет динамики гидропривода подтверждает его работоспособность, а выравнивание скоростей и мощностей обосновывают эффективность применение описанного выше метода и работоспособность рассмотренной конструкции.

1. Белецкий В.В. Двуногая ходьба: модельные задачи динамики и управления. – М.: Наука.

Главная редакция физико-математической литературы, 1984. – 288 с.

2. Бесекерский В.А., Попов Е.П. Теория систем автоматического управления. – 4-е изд., перераб. и доп. – СПб., Изд-во "Профессия", 2004. – 752 с.

3. Гамынин Н.С., Жданов Ю.К., Климашин А.Л. Динамика быстодействующего гидравлического привода. – М.: Машиностроение, 1979. – 80 с.

4. Дорф Р., Бишоп Р. Современные системы управления. – М. Лаборатория базовых знаний.

2004. – 832 с.

5. Терешин В.А., Ксенофонтов А.А. Механика роботов. Кинематические, точностные и прочностные расчеты: учебн. пособие. Санкт-Петербургск. гос. техн. ун-т. СПб., 1992. – 36 с.

6. Юревич Е.И. Основы робототехники. – 2-е изд., перераб. и доп. – СПб.: БХВ-Петербург, 2005. – 416 с.

УДК 621. (Санкт-Петербургский государственный политехнический университет)

АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ТЕПЛОВЫХ НАСОСОВ В ОБЛАСТЯХ

СРЕДНЕГО И ВЫСОКОГО ТЕМПЕРАТУРНЫХ УРОВНЕЙ

Развитие и усовершенствование теплонасосных установок является одной из наиболее актуальных тем для современной промышленности. Основными областями их применения являются различные системы теплоснабжения и отопления как индивидуальных, так и общественных помещений, а также повышение эффективности в промышленных технологических процессах. Использование тепловых насосов является одним из наиболее Материалы лучших докладов Недели науки СПбГПУ эффективных способов энергосбережения тепловых ресурсов.

В соответствии с назначением тепловых насосов определяются их параметры теплопроизводительности Qh, величины которой находятся в пределах от 5–10 кВт и ниже для установок индивидуального теплоснабжения и достигают 1–2 МВт при промышленном применении [1].

Тепловые насосы, как и холодильные машины, работают по обратному термодинамическому циклу, одним из главных процессов которого является процесс сжатия в компрессоре. Одним из важных направлений совершенствования энергетических машин является расширение применения центробежных компрессоров в области производительностей, обеспечиваемой компрессорами объёмного сжатия. При этом реализуются преимущества центробежных компрессоров по сравнению с поршневыми, такие как улучшение массо-габаритных показателей установок, повышение их надежности, ресурса, снижение затрат на обслуживании при эксплуатации. Замена поршневых компрессоров центробежными актуальна также и для тепловых насосов. Задачей при этом является установление нижних границ значений теплопроизводительности Qhmin, при которых эта замена является оправданной и не приведет к снижению эффективности работы компрессора. Границы связаны с допустимыми диаметральными размерами рабочего колеса компрессора, ниже которых невозможно обеспечить оптимальные соотношения формы проточной части. В ходе данного исследования были рассмотрены показатели циклов тепловых насосов двух температурных режимов их работы: среднетемпературного и высокотемпературного. При среднем температурном режиме приняты величины температур вырабатываемого тепла в пределах tk=(40–50)°С. При таких температурах предполагается работа, в частности, панельного и воздушного отопления, а также теплоснабжения. При высоком температурном режиме рассмотрены температуры вырабатываемого тепла при tk=(55–75)°С, что соответствует применению тепловых насосов для различных промышленных технологических процессов, а также отопления и теплоснабжения.

Температуры нижнего уровня t0 лежат в пределах от -100°С до+500°С. На нижнем температурном уровне предполагается использование тепла окружающей среды, а также утилизация сбрасываемого производственного тепла.

Наряду с тепловыми насосами, работающими по обратному циклу, известно применение установок, работающих по циклу трансформации тепла, включающему прямой и обратный циклы. Такие циклы имеют в определенных условиях перспективы применения в теплонасосных установках с центробежным компрессором с приводом от турбины, работающей на хладагенте [2]. При этом достигается ряд достоинств: отсутствие повышающей передачи (мультипликатора) для привода компрессора; а также при расположении в одном корпусе приводной турбины на одном валу с компрессором обеспечивается возможность полной герметичности турбокомпрессорного агрегата без применения специальных уплотнений. Принципиальная схема такой установки представлена на рис. 1 и рис. 2.

В испарителе подводится тепло q0 к хладагенту от источника нижнего температурного уровня t0; образовавшийся в процессе кипения 4–1 пар поступает в компрессор, сжимается 1–2, идет в конденсатор, где конденсируется 2–3 с выделением тепла qк верхнего температурного уровня tк во внешнюю среду – потребителю (обратный цикл). После конденсатора часть жидкого хладагента подается насосом 3–5 в парогенератор, кипит, перегревается 5–6 за счет тепла qг, поступает в турбину и далее, смешавшись с паром хладагента после компрессора направляется в конденсатор (прямой цикл). Потребителю поступает тепло, выделившееся в результате конденсации пара после компрессора и после турбины. При исследовании были построены в координатах i – lgp (удельная энтальпиядавление) и рассчитаны 120 вариантов циклов тепловых насосов. В качестве рабочего вещества принят альтернативный озоносберегающий хладагент R134а [3], близкий по термодинамическим свойствам хладону R12, подлежащему к исключению из применения.

Рис. 1. Схема теплового насоса с приводной турбиной, работающей на паре хладагента: К – компрессор, Т – турбина, КД – конденсатор, И – испаритель, ПГ – парогенератор, ПТР – потребитель тепла, ДРВ – дроссельный вентиль, Н – насос; – вход в компрессор, 2 – выход из компрессора, 3 – выход из конденсатора, – вход в испаритель, 5 – вход в парогенератор, 6 – вход в турбину, 7 – В процессе исследования определялись основные показатели термодинамической эффективности тепловых насосов [4], работающих, соответственно, по основному обратному и специальному комбинированному с приводной турбиной циклам: µ – тепловой (отопительный) коэффициент, t – степень термодинамического совершенства; – коэффициент трансформации:

В ходе работы были произведены расчеты циклов в указанном интервале температур, как при идеальных условиях совместной работы компрессора и турбины (адиабатические процессы), так и с учетом газодинамических потерь в их проточной части. Также были построены графики зависимостей тепловых коэффициентов от температур и к.п.д. На рис. и рис. 4 представлены результаты расчетов циклов, построенных без учета потерь.

Было получено, что коэффициенты тепловой эффективности µ и меняются в широких пределах и достигают более низких значений с уменьшением температур нижнего уровня и существенно возрастают с ростом температур этого уровня. Их зависимости явно выражены от t=tк–tн разницы повышения температур в тепловом насосе, т.е. от разности температур tк среды потребителя, получившей тепло в конденсаторе и tн внешней среды, отдающей тепло в испарителе.

Рис. 3. Зависимость теплового коэффициента от температуры нижнего температурного уровня t при различных температурах tк верхнего температурного уровня, без учета потерь Рис. 4. Зависимость теплового коэффициента от температуры нижнего температурного уровня t при различных температурах tк верхнего температурного уровня, без учета потерь С повышением этой разницы эффективность теплового насоса снижается. Оказалось, что при равных условиях показатели эффективности тепловых насосов, работающих по специальному циклу трансформации тепла, ниже показателей µ обычных тепловых насосов обратного цикла. Это объяснилось тем, что различаются процессы (в одном случае энергия тепловая, а в другом механическая), определяющие затрату потребляемой энергии на осуществление сравниваемых циклов по показателям µ и.